JP3319753B2 - Overload protection of the main pump of the hydraulic pressure supply for a drive engine configured as an internal combustion engine - Google Patents
Overload protection of the main pump of the hydraulic pressure supply for a drive engine configured as an internal combustion engineInfo
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Description
【発明の詳細な説明】 液圧駆動される濃厚物質送出ポンプ、例えばコンクリ
ート用の二シリンダ型ポンプの送出シリンダは、各々１
個の液圧駆動シリンダによって駆動される。圧力供給装
置の出力圧力によるこの駆動シリンダの圧力付勢と、圧
力供給装置のタンクへの駆動シリンダの負荷解除を交互
に行うことにより、連続的なコンクリート送出が達成さ
れる。この濃厚物質送出ポンプの運転中、濃厚物質ポン
プの範囲に発生する擾乱の負荷による変化がきわめて大
きいときに、例えば負荷を感知し一定の流量に制御され
る圧力供給装置の主ポンプを駆動するエンジンのエンス
トを避けるために、ディーゼルエンジンの回転数を電子
的に検出することが知られている。この回転数が限界と
見なされる閾値よりも低下すると、電油式制御装置を介
して、圧力供給装置の主ポンプの送出量調節部材が、主
ポンプによって発生する流量を低減するように制御され
る。それによって、必要トルクが、駆動エンジンによっ
て発生し、駆動エンジンのエンストを避けるように減少
する。DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION The delivery cylinders of a hydraulically driven concentrated substance delivery pump, for example a two cylinder pump for concrete, are each 1
It is driven by individual hydraulic drive cylinders. By alternately energizing the drive cylinder with the output pressure of the pressure supply and unloading the drive cylinder from the tank of the pressure supply, a continuous concrete delivery is achieved. During the operation of the concentrated substance delivery pump, when the load caused by the disturbance in the range of the concentrated substance pump is extremely large, for example, an engine that drives the main pump of a pressure supply device that senses the load and is controlled to a constant flow rate. It is known to electronically detect the rotational speed of a diesel engine in order to avoid engine stalling. When the rotational speed falls below a threshold value considered as a limit, the delivery adjusting member of the main pump of the pressure supply device is controlled via the electro-hydraulic control device so as to reduce the flow rate generated by the main pump. . Thereby, the required torque is generated by the drive engine and is reduced to avoid stalling of the drive engine.
しかしながら、ディーゼルエンジンと圧力供給装置の
上記過負荷防止方法は、技術的にコストがかかり、濃厚
物質ポンプがしばしば運転される過酷な運転条件の下で
は、故障しやすい。However, the above method of preventing overloading of diesel engines and pressure supplies is technically costly and prone to breakdown under the severe operating conditions in which the rich pumps are often operated.
従って、本発明の課題は、構造が簡単で、圧力供給装
置の過負荷を確実に防止し、特に駆動エンジンのエンス
トを防ぐ、冒頭に述べた種類の保護装置を提供すること
である。The object of the invention is therefore to provide a protection device of the type mentioned at the outset which is simple in construction and reliably prevents overloading of the pressure supply device, and in particular prevents stalling of the drive engine.
この課題は、請求の範囲第１項記載の特徴によって解
決される。主ポンプの流量（体積流）制御のための既存
の液圧式制御部材および調節部材を一緒に利用して純粋
な液圧装置として形成された保護装置は、きわめて確実
に作動し、そして既存の液圧機能要素の多重利用のため
に、このような保護装置を持たない圧力供給装置と比べ
て、比較的に少ない技術的超過コストで実現可能であ
る。このコストは実質的に付加的な補助ポンプ、圧力制
御される簡単な切換弁および簡単な流れ抵抗要素によっ
て生じる。しかし、保護装置のこれらの機能要素が請求
の範囲第２項または第３項のようにポンプ装置全体の範
囲内に設けられるときには、多くないコストが、副消費
部回路を必要とする他の機能を満たすために利用され
る。This problem is solved by the features of claim 1. The protection device, which is formed as a pure hydraulic device by using together the existing hydraulic control and regulating members for the control of the flow (volume flow) of the main pump, operates very reliably, and Due to the multiple use of the pressure function element, it can be realized with relatively little technical excess cost compared to a pressure supply without such a protective device. This cost is substantially incurred by additional auxiliary pumps, simple pressure-controlled switching valves and simple flow resistance elements. However, when these functional elements of the protection device are provided within the scope of the entire pump device as claimed in claims 2 and 3, not too much cost is required for other functions requiring sub-consumption circuits. Used to meet.
この場合、請求の範囲第４項に従って、副消費部回路
に供給する消費部は、補助ポンプの高圧出力部に直接接
続され、補助ポンプによって発生した流量を感知するた
めに設けられた調節絞りが消費部と圧力供給装置のタン
クとの間に接続配置されると、保護機能を制御するため
には、低い制御圧力に設計された簡単な制御弁で充分で
ある。In this case, according to claim 4, the consuming section supplying the auxiliary consuming section circuit is connected directly to the high-pressure output of the auxiliary pump, and has a regulating throttle provided for sensing the flow generated by the auxiliary pump. When connected between the consumer and the tank of the pressure supply, a simple control valve designed for a low control pressure is sufficient to control the protection function.
請求の範囲第５項に従って、補助ポンプによって発生
した流量を感知するために設けられた調製可能な流れ抵
抗が補助ポンプの圧力出力部に直接接続され、例えば他
の消費部によって形成された流れ抵抗が調節絞りと圧力
供給装置のタンクとの間に接続配置されると、保護機能
制御弁として、高い制御圧力レベルに設計された弁が必
要である。しかし、この弁は補助ポンプに統合可能であ
る。これは構造的な観点からも制御の感度の観点からも
有利である。According to claim 5, an adjustable flow resistance provided for sensing the flow generated by the auxiliary pump is connected directly to the pressure output of the auxiliary pump, for example a flow resistance formed by another consumer. If the valve is arranged between the regulating throttle and the tank of the pressure supply, a protection function control valve requires a valve designed for a high control pressure level. However, this valve can be integrated into the auxiliary pump. This is advantageous both from a structural point of view and from a control sensitivity point of view.
これと組み合わせて、請求の範囲第６項の特徴によ
り、制御弁は差動弁として適切に形成される。In combination therewith, according to the features of claim 6, the control valve is suitably formed as a differential valve.
請求の範囲第７項による制御弁を、例えば比例弁とし
て形成することにより、場合によっては請求の範囲第８
項の特徴によってもたらされる機能位置により、調節装
置の応答特性に簡単に影響を与えることができる。この
調節装置によって主ポンプの送出容量を調節可能であ
り、それによって更に、圧力供給装置の所望が始動動作
および終了動作の特性が得られる。If the control valve according to claim 7 is formed, for example, as a proportional valve, the control valve according to claim 8
The functional position provided by the term features can easily influence the response characteristics of the adjusting device. By means of this adjusting device, the delivery volume of the main pump can be adjusted, which furthermore provides the desired characteristics of the starting and ending operation of the pressure supply device.
請求の範囲第９項による制御弁の特別な形成は、駆動
エンジンの低い回転数範囲において流量制御の“振動”
を防止するために合目的である。The special design of the control valve according to claim 9 provides for a "vibration" of the flow control in the low engine speed range.
It is expedient to prevent.
請求の範囲第10項の特徴により、良好なエネルギー利
用の観点から望ましい、消費部の流れ抵抗と副消費部回
路の調節絞りの関係が与えられる。The features of claim 10 provide a relationship between the flow resistance of the consuming part and the regulating throttle of the sub consuming part circuit, which is desirable from the viewpoint of good energy utilization.
本発明の他の詳細および特徴は、本発明による保護装
置の特別な実施例の、図に基づく以下の説明から明らか
になる。Other details and features of the invention emerge from the following description of a particular embodiment of the protection device according to the invention, based on the drawings.
図１はディーゼルエンジンによって駆動される主ポン
プを備えた圧力供給装置のための本発明による保護装置
の第１の実施例を示す概略ブロック線図、そして 図２は第２の実施例を示す概略ブロック線図である。FIG. 1 is a schematic block diagram showing a first embodiment of a protection device according to the invention for a pressure supply with a main pump driven by a diesel engine, and FIG. 2 is a schematic diagram showing a second embodiment. It is a block diagram.
概略的に示した消費部１、例えばコンクリート搬送用
二シリンダ型濃厚物質ポンプのための、図１に図示し全
体を10で示した圧力供給装置は、行程当たりの送出容量
と回転を自動的に調節可能な主ポンプ12を含んでいる。
この主ポンプはディーゼルエンジン13によって駆動可能
である。The pressure supply device, shown schematically in FIG. 1 and generally designated 10, for the consuming part 1 shown schematically, for example a two-cylinder thick-material pump for conveying concrete, automatically adjusts the delivery capacity and the rotation per stroke. Includes an adjustable main pump 12.
This main pump can be driven by a diesel engine 13.
主ポンプ12は斜板−アキシャルピストンポンプである
と仮定する。このポンプは両方向矢印で示すその斜板を
揺動させることによって、その送出容量を無段階にいろ
いろな値に調節可能である。この値は最小値QminとQmax
の間で変更可能である。斜板14の破線で示した位置に対
応する最小の送出容量は、斜板の垂線が図示していない
アキシャルピストンポンプ要素の軸に対して平行に延び
る位置である。最大送出容量Qmaxに対応する斜板14の位
置では、斜板の垂線が例えばアキシャルピストンポンプ
要素の中心軸線に対して30゜の角度をなして延びてい
る。Assume that the main pump 12 is a swash plate-axial piston pump. The pump is capable of continuously adjusting its delivery volume to various values by rocking its swash plate, indicated by a double arrow. This value is the minimum value Q min and Q max
Can be changed between. The minimum delivery volume corresponding to the position of the swash plate 14 indicated by the dashed line is the position at which the perpendicular of the swash plate extends parallel to the axis of the axial piston pump element, not shown. At the position of the swash plate 14 corresponding to the maximum delivery capacity Q max , the vertical of the swash plate extends at an angle of, for example, 30 ° to the central axis of the axial piston pump element.
主ポンプ12の高圧出口16と高圧供給接続口17との間に
は、負荷センサとして、流れ抵抗を調節可能な絞り18が
接続配置されている。圧力供給装置10と消費部11の運転
中、絞りを介して、圧力降下ΔＰが発生する。絞り18と
消費部11の高圧供給接続口17との間の中央タッピング19
で検出可能な有効供給圧力PVは、主ポンプ12の高圧出口
16における出力圧力PHよりも、前記圧力降下ΔＰだけ低
い。Between the high-pressure outlet 16 and the high-pressure supply connection port 17 of the main pump 12, a throttle 18 whose flow resistance can be adjusted is connected as a load sensor. During operation of the pressure supply device 10 and the consuming unit 11, a pressure drop ΔP occurs via the throttle. Central tapping 19 between the throttle 18 and the high pressure supply connection 17 of the consumer 11
In effective supply pressure P V detectable high-pressure outlet of the main pump 12
Than the output pressure P H in 16, lower by the pressure drop [Delta] P.
図示の特別な実施例の場合には、主ポンプ12の送出量
制御の過程で斜板14をいろいろな揺動位置に調節可能に
するアクチュエータとして、２個の線形シリンダが設け
られている。この線形シリンダによって反対向きの回転
モーメントを斜板14に加えることができる。斜板のその
都度のバランスから、斜板14のその都度の揺動位置、ひ
いては主ポンプ12の送出量が生じる。In the particular embodiment shown, two linear cylinders are provided as actuators which allow the swash plate 14 to be adjusted to various swing positions in the course of controlling the delivery of the main pump 12. By this linear cylinder, an opposite rotational moment can be applied to the swash plate 14. From the respective balance of the swash plate, the respective rocking position of the swash plate 14 and, consequently, the output of the main pump 12 is produced.
ピストンロッド24を介して斜板14に枢着連結されたピ
ストン23によって軸方向移動可能に画成された線形シリ
ンダ21の駆動圧力室26は、制御管27を介して主ポンプ12
の高圧出口16に永久的に接続されている。線形シリンダ
を圧力で付勢することにより、斜板14は主ポンプ12の送
出容量を拡大する方向に揺動する。主ポンプ12の出力圧
力による駆動圧力室26の圧力付勢によって、および予圧
縮された圧縮ばね28によって、線形シリンダ21は、斜板
14を最大送出容量に対応するその位置に押しやるモーメ
ントとなる力を常に発生する。The drive pressure chamber 26 of the linear cylinder 21 defined so as to be axially movable by a piston 23 pivotally connected to the swash plate 14 via a piston rod 24 is connected to the main pump 12 via a control pipe 27.
Is permanently connected to a high pressure outlet 16 of By biasing the linear cylinder with pressure, the swash plate 14 swings in a direction to increase the delivery capacity of the main pump 12. Due to the biasing of the drive pressure chamber 26 by the output pressure of the main pump 12 and by the pre-compressed compression spring 28, the linear cylinder 21
14 always generates a force which is the moment that pushes it to its position corresponding to the maximum delivery capacity.
第２の線形シリンダ22を圧力付勢することにより、斜
板14を最小送出容量に対応するその揺動位置に押しやる
モーメントを発生可能である。この第２の線形シリンダ
の駆動圧力室29は、調圧器として作用する、圧力制御さ
れる制御弁31を介して、圧力供給装置10の無圧のタンク
32あるいは主ポンプ12の高圧出口16に接続可能である。By biasing the second linear cylinder 22, a moment can be generated that pushes the swash plate 14 to its swing position, which corresponds to a minimum delivery volume. The driving pressure chamber 29 of this second linear cylinder is connected via a pressure-controlled control valve 31, acting as a pressure regulator, to the pressureless tank of the pressure supply device 10.
It can be connected to 32 or the high pressure outlet 16 of the main pump 12.
第２の線形シリンダの駆動圧力室29の軸方向移動可能
な画成部を形成するピストン33のピストンロッド35を、
主ポンプ12の斜板14に枢着連結することにより、第１の
線形シリンダ21の予圧縮された圧縮ばね28は更に、第２
の線形シリンダ22の戻しばねとして作用し、そのピスト
ン33を、駆動圧力室29の最小容積に対応する基本位置へ
押しやる。A piston rod 35 of a piston 33 forming an axially movable definition of the drive pressure chamber 29 of the second linear cylinder;
By pivotally connecting to the swash plate 14 of the main pump 12, the pre-compressed compression spring 28 of the first linear cylinder 21 further
Acting as a return spring for the linear cylinder 22 of the first embodiment, urges its piston 33 to a basic position corresponding to the minimum volume of the drive pressure chamber 29.
制御弁31は3/2ウェイ型方向切換弁として形成されて
いる。この弁は弁ばね34によってその図示基本位置０へ
押しやられる。この基本位置では、第２の線形シリンダ
22の駆動圧力室29が圧力供給装置の無圧のタンク32に接
続され、かつ主ポンプ12の高圧出口16に対して遮断され
ている。制御弁31の第１の制御室36を主ポンプ12の高い
出力圧力PHで圧力付勢することにより、制御弁31は基本
位置０に代わる機能位置Ｉに制御可能である。この機能
位置では、第２の線形シリンダの駆動圧力室29が主ポン
プ12の高圧出口16に接続され、圧力供給装置10の無圧の
タンク32に対して遮断されている。The control valve 31 is formed as a 3 / 2-way directional switching valve. This valve is pushed to its illustrated basic position 0 by a valve spring 34. In this basic position, the second linear cylinder
The drive pressure chamber 29 of 22 is connected to the non-pressure tank 32 of the pressure supply device and is shut off to the high pressure outlet 16 of the main pump 12. The first control chamber 36 of the control valve 31 by energizing the pressure at high output pressure P H of the main pump 12, control valve 31 can be controlled in functional position I in place of the basic position 0. In this functional position, the drive pressure chamber 29 of the second linear cylinder is connected to the high pressure outlet 16 of the main pump 12 and is shut off to the pressureless tank 32 of the pressure supply 10.
絞り18と消費部11の間の中央タッピング19で発生し、
主ポンプ12の高い出力圧力PHよりも幾分低下した圧力PV
によって、制御弁31の第２の制御室37を付勢することに
より、制御弁31はその基本位置０に押しやられる。Occurs at the center tapping 19 between the aperture 18 and the consumer 11;
Pressure P V somewhat lower than high output pressure P H of main pump 12
By urging the second control chamber 37 of the control valve 31, the control valve 31 is pushed to its basic position 0.
制御弁31は比例弁として形成されている。この比例弁
の場合には、切換記号38によって示した弁ピストンが、
ばねでセンタリングされたその基本位置０としての端位
置から外へ移動すると、先ず最初に、第２の線形シリン
ダの駆動圧力室29をタンク32に接続する流路39の流過横
断面積の減少が始まる。この横断面積の減少は流路が遮
断されるまで行われる。弁ピストン38が更に移動する
と、機能位置Ｉを取ることになり、流路41がいちだんと
開放され、横断面積が増大することになる。機能位置Ｉ
において、第２の線形シリンダ22の駆動圧力室29は流路
41を介して主ポンプ12の高圧出口16に接続される。The control valve 31 is formed as a proportional valve. In the case of this proportional valve, the valve piston indicated by the switching symbol 38 is
Moving out of its spring-centered end position as its basic position 0, first of all, a reduction in the flow cross-sectional area of the passage 39 connecting the drive pressure chamber 29 of the second linear cylinder to the tank 32 Begin. This reduction in cross-sectional area occurs until the flow path is shut off. As the valve piston 38 moves further, it will assume the functional position I and the flow path 41 will be more open, increasing the cross-sectional area. Function position I
, The driving pressure chamber 29 of the second linear cylinder 22
It is connected to the high pressure outlet 16 of the main pump 12 via 41.
絞り18と消費部11の間の中央タッピング19が制御弁31
の第２の制御室37に接続されるときおよび接続される間
は、構造を説明した圧力供給装置は次のように作動す
る。The central tapping 19 between the throttle 18 and the consumer 11 is a control valve 31
When and during the connection to the second control chamber 37, the pressure supply device whose structure has been described operates as follows.
ディーゼルエンジン13のスイッチ投入前、ひいては圧
力供給装置10を動かす前、および調節可能な絞り18と圧
力供給装置10のタンク32の間に接続配置された消費部11
の運転開始前は、両線形シリンダ21,22が主ポンプ12の
最大送出容量に対応する図示基本位置にあり、制御弁31
のピストン38は、制御弁31の基本位置０で有効な流路39
の最大流過横断面積に対応する、ばねでセンタリングさ
れたその端位置を占める。A consumer 11 connected before the diesel engine 13 is switched on, and thus before the pressure supply 10 is activated, and between the adjustable throttle 18 and the tank 32 of the pressure supply 10
Before the start of operation, the two linear cylinders 21 and 22 are in the illustrated basic position corresponding to the maximum delivery capacity of the main pump 12, and the control valve 31
Of the control valve 31 at the basic position 0
Occupies its end position, which is centered by the spring, corresponding to the maximum flow cross section.
ディーゼルエンジン13のスイッチを入れ、そしてそれ
に対応して主ポンプ12を動かし始めることにより、主ポ
ンプの高圧出口と、絞り18と消費部11の間の中央タッピ
ングの圧力PHが上昇し、主ポンプ12から絞り18と消費部
11を通って送出される油流れの流速が増大する。この場
合、主ポンプ12の高圧出口16と中央タッピング19または
消費部11の高圧供給口17の間における圧力差ΔＰ、すな
わち絞り18による圧力降下は、値に応じて同様に増大す
る。Switch on the diesel engine 13, and by start moving the main pump 12 correspondingly, and the high pressure outlet of the main pump, the pressure P H of the center tapping between the consumption unit 11 and the diaphragm 18 is increased, the main pump Aperture from 12 to 18 and Consumer
The flow rate of the oil stream delivered through 11 increases. In this case, the pressure difference ΔP between the high-pressure outlet 16 of the main pump 12 and the central tapping 19 or the high-pressure supply port 17 of the consuming section 11, that is, the pressure drop by the throttle 18, likewise increases according to the value.
制御弁31のピストン38を、弁ばね34の比較的に小さな
戻し力に抗してその機能位置Ｉへ摺動させるために、制
御弁31の第１の制御室36内の圧力が充分になるや否や、
主ポンプ12の高圧出口16で発生する出力圧力PHによっ
て、斜板14を調節するための第２の線形シリンダ22の駆
動圧力室29内に増大する圧力が込められる。この第２の
線形シリンダ22のピストン33の有効横断面積F2は、第１
の駆動シリンダ21の有効横断面積F1よりも幾分大きい。
第１の駆動圧力室28には、主ポンプ12の高圧出口16に発
生する出力圧力が永久的に込められている。第２の線形
シリンダ22のピストン33の有効横断面積F2は、第１の線
形シリンダ21の有効横断面積F1よりもΔＦだけ大きい。
この差ΔＦは次のように採寸される。すなわち、主ポン
プ12の出力圧力が例えば６〜12バールの比較的に低い値
のときにすでに、第２の線形シリンダ22によって発生す
る力が、第１の線形シリンダ21を“過剰押圧し”、主ポ
ンプ12の最小送出容量に対応する斜板14の位置へ斜板を
回転させるために充分であるように採寸される。それに
よって、圧力供給装置10の動作の開始相において、先ず
最初に、主ポンプ12の必要回転モーメントの減少、ひい
ては駆動エンジン13の負荷軽減が達成される。これに応
じて、駆動エンジンはその目標回転数に早く達すること
ができる。The pressure in the first control chamber 36 of the control valve 31 is sufficient to cause the piston 38 of the control valve 31 to slide to its functional position I against the relatively small return force of the valve spring 34. Yea,
The output pressure P H generated at a high pressure outlet 16 of the main pump 12, a second pressure which increases the drive pressure chamber 29 of the linear cylinder 22 for adjusting the swash plate 14 is put. Effective cross-sectional area F 2 of the piston 33 of the second linear cylinder 22 is first
Somewhat larger than the effective cross-sectional area F 1 of the drive cylinder 21.
In the first driving pressure chamber 28, the output pressure generated at the high pressure outlet 16 of the main pump 12 is permanently stored. Effective cross-sectional area F 2 of the piston 33 of the second linear cylinder 22 is greater by ΔF than the effective cross-sectional area F 1 of the first linear cylinder 21.
This difference ΔF is measured as follows. That is, already when the output pressure of the main pump 12 is at a relatively low value, for example 6 to 12 bar, the force generated by the second linear cylinder 22 "overpresses" the first linear cylinder 21; The swash plate is dimensioned to be sufficient to rotate the swash plate to the position of the swash plate corresponding to the minimum delivery capacity of the main pump 12. Thereby, in the start phase of the operation of the pressure supply device 10, a reduction in the required rotational moment of the main pump 12 and, consequently, a reduction in the load on the drive engine 13 are achieved. In response, the drive engine can reach its target speed quickly.
絞り18と消費部11を通る流量が連続して増えるにつれ
て、絞り18と消費部17の間の中央タッピング10で測定さ
れる、制御弁31の第２の制御室37に作用する圧力PVが上
昇する。それによって、制御弁31はその弁ばね34によっ
て補助されてその基本位置０に再び戻る。この基本位置
では、第２の線形シリンダ22の駆動圧力室29が貯蔵容器
32に連通し、その結果斜板14が主ポンプ12によって送出
される流量を増大する方向に揺動させられる。流量調節
のこの“定常”状態では、制御弁31、主ポンプ12の斜板
14に作用する線形シリンダ21,22および主ポンプ12と消
費部11の間に接続された絞り18を含む調節装置は、絞り
18と消費部11を経て圧力供給装置10のタンク32に流れる
油流れを次のような量に安定化させる。すなわち、制御
弁31の弁ばね34の調節可能な予圧縮量によって間接的に
設定可能である量に安定化させる。それによって、絞り
18の広い調節範囲内において、絞り18の流れ抵抗をどの
ような値に調節するかは重要なことではない。As the flow rate through the consumption unit 11 and the throttle 18 increases continuously, is measured at the center tapping 10 between consuming portion 17 and the diaphragm 18, the pressure P V that acts on the second control chamber 37 of the control valve 31 To rise. Thereby, the control valve 31 returns to its basic position 0 again with the aid of its valve spring 34. In this basic position, the drive pressure chamber 29 of the second linear cylinder 22 is
The swash plate 14 is then swung in a direction to increase the flow delivered by the main pump 12. In this "steady" state of flow regulation, the control valve 31, the swash plate of the main pump 12
An adjusting device including linear cylinders 21 and 22 acting on 14 and a throttle 18 connected between the main pump 12 and the consumer 11
The oil flow flowing to the tank 32 of the pressure supply device 10 via the consuming section 11 and 18 is stabilized to the following amount. That is, the control valve 31 is stabilized to an amount which can be set indirectly by an adjustable pre-compression amount of the valve spring. Thereby the aperture
Within the wide adjustment range of 18, it is not important how the flow resistance of the throttle 18 is adjusted.
圧力供給装置10の範囲内に設けられた制御装置は結果
的に、消費部11による負荷が大きく変動しても、主ポン
プ12によって発生する流量を所望の値に安定化させる。
この制御装置に加えて、全体を40で示した保護装置が設
けられている。この保護装置は、ディーゼルエンジン13
の出力トルクが充分でない場合に、設定した出口流量を
維持する方向に主ポンプ12を駆動し、重大な運転障害に
つながるディーゼルエンジン13のエンストを確実に閉め
出す。As a result, the control device provided within the range of the pressure supply device 10 stabilizes the flow rate generated by the main pump 12 to a desired value even when the load by the consuming unit 11 fluctuates greatly.
In addition to this control device, a protection device, generally designated 40, is provided. This protection device is for diesel engines 13
When the output torque of the diesel engine 13 is not sufficient, the main pump 12 is driven in a direction to maintain the set outlet flow rate, and the engine stall of the diesel engine 13 which leads to a serious operation failure is reliably shut off.
これに関連する必要な状況は消費部11の不適当な機能
によっても発生し、しかも例えば消費部11のピストン運
動のスムースな反転を達成するために絞り18をその行程
の最終相において大きな流れ抵抗を生じるように自動的
に調節することによって制御して発生させることが可能
である。The necessary situation in this connection is also caused by the improper function of the consumer 11, and, for example, in order to achieve a smooth reversal of the piston movement of the consumer 11, the throttle 18 is forced to have a high flow resistance in the final phase of its stroke. Can be controlled and generated by automatically adjusting to produce
保護装置40は補助ポンプ42を備えている。この補助ポ
ンプは主ポンプ12と同様に、ディーゼルエンジン13によ
って駆動され、ディーゼルエンジン13の回転数に比例す
る流量を発生する。圧力出口43と圧力供給装置10の貯蔵
容器32の間には、液圧直列回路が設けられている。この
直列回路は固定絞りによって示された消費部と調節絞り
46からなっている。この直列回路によって補助ポンプ42
の出力圧力PAが低下する。この場合、この直列回路の要
素、すなわち消費部44と調節絞り46によって発生する圧
力降下ΔPV,ΔPDは、消費部44と調節絞り46の流れ抵抗
に比例し、合計で補助ポンプ42の出力圧力PAの値に達す
る。The protection device 40 includes an auxiliary pump 42. This auxiliary pump is driven by a diesel engine 13 like the main pump 12, and generates a flow rate proportional to the rotation speed of the diesel engine 13. A hydraulic series circuit is provided between the pressure outlet 43 and the storage container 32 of the pressure supply device 10. This series circuit consists of a consuming section and a regulating diaphragm indicated by a fixed diaphragm.
Consists of 46. This series circuit allows the auxiliary pump 42
Output pressure P A of the drops. In this case, the elements of this series circuit, i.e., the pressure drops ΔP V and ΔP D generated by the consuming section 44 and the regulating throttle 46 are proportional to the flow resistance of the consuming section 44 and the regulating throttle 46, and the output of the auxiliary pump 42 in total it reaches the value of the pressure P a.
図１の実施例の場合には、消費部44は補助ポンプ42の
高圧出口43に直接接続され、消費部44とタンク32の間に
調節絞り46が接続配置されている。この図１の実施例で
は、保護装置40は3/2ウェイ型方向切換弁として形成さ
れた制御弁を備えている。この制御弁は圧力で制御され
る弁として形成されている。この弁は予圧縮された弁ば
ね48によってその基本位置０に押しやられる。この基本
位置では、圧力供給装置10の圧力で制御される制御弁31
の第２の制御室37が圧力供給装置10のタンク32に接続さ
れ、この制御室37は絞り18と消費部11の間の中央タッピ
ング19に対して遮断されている。そして弁は、補助ポン
プ42に接続された消費部44と調節絞り46の間の圧力によ
る制御室49の圧力付勢によって、その機能位置Ｉに制御
可能である。この消費部44と調節絞り46の間の圧力の値
は、調節絞り46による圧力降下ΔPDに一致する。機能位
置では、負荷センサとして利用される調節絞り18と消費
部11の間の中央タッピング19に於ける圧力が、制御弁31
の第２の制御室37に加えられ、この制御室37は圧力供給
装置10のタンク32に対して遮断されている。In the embodiment of FIG. 1, the consuming section 44 is directly connected to the high-pressure outlet 43 of the auxiliary pump 42, and an adjusting throttle 46 is arranged between the consuming section 44 and the tank 32. In the embodiment of FIG. 1, the protection device 40 comprises a control valve formed as a 3 / 2-way directional control valve. This control valve is designed as a pressure-controlled valve. The valve is pushed to its basic position 0 by a pre-compressed valve spring 48. In this basic position, the control valve 31 controlled by the pressure of the pressure supply device 10
A second control chamber 37 is connected to the tank 32 of the pressure supply 10, and this control chamber 37 is shut off against the central tapping 19 between the throttle 18 and the consumer 11. The valve is then controllable to its functional position I by biasing the control chamber 49 with the pressure between the consuming section 44 connected to the auxiliary pump 42 and the regulating throttle 46. The value of the pressure between the consumer portion 44 and the adjusting aperture 46, by adjusting aperture 46 coincides with the pressure drop [Delta] P D. In the functional position, the pressure at the central tapping 19 between the regulating throttle 18 used as a load sensor and the consumer 11 is controlled by the control valve 31
Of the pressure supply device 10 is shut off.
上記の保護装置は次のように作動する。 The above protection device operates as follows.
ディーゼルエンジン13の回転数が設定可能な閾値 −
この閾値の上方ではディーゼルエンジン13のエンスト
を確実に防ぐことができる − よりも高い場合には、
保護装置40の調節絞り46による圧力降下、ひいては制御
弁47の制御室49に加えられる圧力は、制御弁47をその弁
ばね48の作用に抗してその機能位置Ｉに保持するのに充
分な大きさである。この機能位置では、主ポンプ回路の
中央タッピング19で発生する圧力は制御弁31の第２の制
御室37に加えられ、圧力供給装置10は負荷を感知する普
通の調整運転で作動する。Threshold for setting the rotation speed of the diesel engine 13 −
Above this threshold, stalling of the diesel engine 13 can be reliably prevented-if higher,
The pressure drop by the regulating throttle 46 of the protective device 40 and thus the pressure applied to the control chamber 49 of the control valve 47 is sufficient to hold the control valve 47 in its functional position I against the action of its valve spring 48. It is size. In this functional position, the pressure generated in the central tapping 19 of the main pump circuit is applied to the second control chamber 37 of the control valve 31, and the pressure supply 10 operates in a normal regulating operation with load sensing.
ディーゼルエンジン13の回転数が前記の閾値よりも低
下し、補助ポンプ42によって発生する流量が保護装置40
の消費部44と調節絞り46の間の圧力によって制御弁47を
その機能位置Ｉに保持するのに不充分であり、制御弁が
弁ばね48の戻し力によってその基本位置０に切換えられ
ると、制御弁31の第２の制御室37が圧力供給装置10のタ
ンク32の方へ圧力軽減される。それによって、主ポンプ
12はその最小送出容量、ひいては最小必要トルクに対応
する機能状態に制御され、この機能状態ではディーゼル
エンジン13はエンストできなくなる。When the rotation speed of the diesel engine 13 falls below the threshold value, the flow rate generated by the auxiliary pump 42
Is insufficient to hold the control valve 47 in its functional position I by the pressure between the consuming section 44 and the regulating throttle 46, and when the control valve is switched to its basic position 0 by the return force of the valve spring 48, The pressure in the second control chamber 37 of the control valve 31 is reduced toward the tank 32 of the pressure supply device 10. Thereby the main pump
12 is controlled to a functional state corresponding to its minimum delivery capacity and, consequently, the minimum required torque, and in this functional state the diesel engine 13 cannot stall.
回転数閾値を下回ると、制御弁47が普通の調整運転に
対応するその機能位置Ｉから、エンストに対してディー
ゼルエンジン13を保護するその基本位置０に移行する。
この回転数閾値は調節絞り46の流れ抵抗を調節すること
によって設定可能である。保護装置40の代表的な設計の
場合には、制御弁47をその機能位置Ｉに切換える制御圧
力は４バールと10バールの間である。When the rotational speed falls below the threshold value, the control valve 47 shifts from its functional position I, which corresponds to a normal regulating operation, to its basic position 0, which protects the diesel engine 13 against engine stalls.
This rotation speed threshold can be set by adjusting the flow resistance of the adjustment throttle 46. In a typical design of the protection device 40, the control pressure for switching the control valve 47 to its functional position I is between 4 bar and 10 bar.
図２に示した保護装置50は図１の保護装置40と機能的
には同じであるが、回路技術的な観点から次の点が異な
る。すなわち、回転数閾値 − その下方で制御弁31の
第２の制御室37が圧力を軽減される − を設定可能な
調節絞り46が補助ポンプ42の高圧出口43に直接接続さ
れ、消費部44がこの調節絞り46と圧力供給装置のタンク
32の間に接続配置されている点と、制御弁47′が差動弁
として形成されている点が異なる。制御弁47′はその基
本位置０とそれに代わる機能位置Ｉにおいて、図１の保
護装置40の制御弁47と同じ機能を発揮する。差動弁は、
補助ポンプ42の高圧出口43と中央タッピング51の間の圧
力差ΔPDが閾値を上回るときに、その基本位置０からそ
の機能位置Ｉに切換えられる。この閾値は量的には、図
１の実施例の場合に消費部44とタンク32の間に接続配置
された調節絞り46によって発生する制御圧力と同じであ
る。中央タッピング51は調節絞り46と消費部44との間に
設けられている。The protection device 50 shown in FIG. 2 is functionally the same as the protection device 40 of FIG. 1, but differs in the following points from the viewpoint of circuit technology. That is, an adjustable throttle 46 that can set a rotational speed threshold below which the pressure in the second control chamber 37 of the control valve 31 is reduced is directly connected to the high pressure outlet 43 of the auxiliary pump 42 and the consuming part 44 This regulating throttle 46 and the tank of the pressure supply device
The difference is that the control valve 47 'is formed as a differential valve. In its basic position 0 and its alternative functional position I, the control valve 47 'performs the same function as the control valve 47 of the protection device 40 of FIG. The differential valve is
When the pressure difference [Delta] P D between the high pressure outlet 43 and the central tapping 51 of the auxiliary pump 42 exceeds the threshold value, is switched from its basic position 0 into its functional position I. This threshold is quantitatively the same as the control pressure generated by the regulating throttle 46 connected between the consumer 44 and the tank 32 in the embodiment of FIG. The center tapping 51 is provided between the adjustment diaphragm 46 and the consuming unit 44.
従って、図２の保護装置50の制御弁47′の場合には、
第１の制御室49′に加えて第２の制御室52が設けられて
いる。第１の制御室49′は補助ポンプ42の高圧出口43に
発生する出力圧力によって付勢され、それによって制御
弁47′はその機能位置Ｉに押しやられる。第２の制御室
52は調節絞り46と消費部44の間で中央タッピング51に発
生する圧力で付勢され、それによって制御弁47′はその
基本位置０に押しやられる。この場合、この制御室4
9′,52は、その圧力付勢によって発生し弁ピストンに反
対向きに作用する力が相殺されるように形成され、従っ
て制御弁47′の場合には第２の制御室52を圧力付勢する
ことにより、圧力レベルが定められる。制御弁47′をそ
の弁ばね48の作用に抗してその機能位置Ｉに切換えるこ
とができるようにするためには、前記圧力レベルと比べ
て、第１の制御室49′内に込められる圧力が高くなけれ
ばならない。制御弁47′も、この圧力差が少ないバー
ル、例えば６バールになるように設計されている。Therefore, in the case of the control valve 47 'of the protection device 50 of FIG.
A second control room 52 is provided in addition to the first control room 49 '. The first control chamber 49 'is energized by the output pressure generated at the high pressure outlet 43 of the auxiliary pump 42, thereby forcing the control valve 47' to its functional position I. Second control room
52 is biased between the regulating throttle 46 and the consumer 44 by the pressure generated in the central tapping 51, thereby forcing the control valve 47 'to its basic position 0. In this case, this control room 4
9 ', 52 are formed in such a way that the forces generated by their pressure bias and acting in the opposite direction on the valve piston are offset, so that in the case of the control valve 47', the second control chamber 52 is biased. By doing so, the pressure level is determined. In order to be able to switch the control valve 47 'into its functional position I against the action of its valve spring 48, the pressure contained in the first control chamber 49' is compared with said pressure level. Must be high. The control valve 47 'is also designed so that this pressure difference is small, for example 6 bar.
図２の保護装置50の実施例の場合には、制御弁47′の
制御室49′,52は図１の保護装置40の制御弁47の制御室4
9よりもはるかに高い圧力の絶対量で付勢されている。
これにより、制御室49′,52のシールに関する要求が厳
しくなる。しかし、図２の保護装置50の場合には、制御
弁47′と調節絞り46を補助ポンプ42と一体構造になるよ
うにまとめることが容易に可能である。なぜなら、消費
部44が液圧的にこれらの液圧機能ユニットの後に接続配
置されているからである。In the case of the embodiment of the protection device 50 of FIG. 2, the control chambers 49 'and 52 of the control valve 47' are connected to the control chamber 4 of the control valve 47 of the protection device 40 of FIG.
It is energized at an absolute amount of pressure much higher than nine.
As a result, requirements regarding the sealing of the control chambers 49 'and 52 become strict. However, in the case of the protection device 50 of FIG. 2, it is easily possible to combine the control valve 47 'and the regulating throttle 46 into an integral structure with the auxiliary pump 42. This is because the consumer 44 is hydraulically connected behind these hydraulic functional units.
図１の保護装置40の場合にも、図２の保護装置50の場
合にも、制御弁47または47′は比例弁として形成可能で
ある。この比例弁は一方の機能位置０またはＩから他方
の機能位置Ｉまたは０へ移行した後でその都度有効循環
流路または流過流路53または54の増大する開口横断面積
を開放する。それによって、主回路の消費部11の切換状
態における主ポンプ12の始動特性と終了特性が非常にス
ムースになり、よってやさしくなる。In both the protection device 40 of FIG. 1 and the protection device 50 of FIG. 2, the control valve 47 or 47 'can be formed as a proportional valve. After the transition from one functional position 0 or I to the other functional position I or 0, the proportional valve opens in each case an increasing opening cross-sectional area of the active circulation or flow passage 53 or 54. As a result, the starting characteristic and the ending characteristic of the main pump 12 in the switching state of the consuming part 11 of the main circuit become very smooth and thus easy.
制御弁47または47′のこのような実施の場合には、制
御弁は、図示してはいないが、3/3ウェイ型方向切換弁
として形成される。この方向切換弁は機能位置０と機能
位置Ｉの間に、遮断する機能位置IIを有する。機能位置
０では、制御弁31の第２の制御室37が主消費部回路11,1
8の比較圧力検出場所19に対して遮断され、その代わり
に圧力供給装置10のタンク32に接続されている。機能位
置Ｉでは、制御弁31の第２の制御室37が主消費部回路の
比較圧力検出場所19に接続されているが、圧力供給装置
10のタンクに対して遮断されている。機能位置IIでは、
制御弁31の第２の制御室37が主消費部回路11,18の比較
圧力検出場所19と、圧力供給装置10のタンク32とに対し
て遮断されている。In such an embodiment of the control valve 47 or 47 ', the control valve, not shown, is formed as a 3 / 3-way directional control valve. The directional control valve has a shut-off function position II between a function position 0 and a function position I. In the functional position 0, the second control chamber 37 of the control valve 31 is switched to the main consuming circuit 11,1.
It is shut off to the reference pressure detection point 19 of 8 and is instead connected to the tank 32 of the pressure supply device 10. In the functional position I, the second control chamber 37 of the control valve 31 is connected to the comparative pressure detection location 19 of the main consumer circuit,
Blocked for 10 tanks. In function position II,
The second control chamber 37 of the control valve 31 is shut off from the comparative pressure detection location 19 of the main consuming circuits 11, 18 and the tank 32 of the pressure supply device 10.
このような3/3ウェイ型方向切換弁の特別な形成の場
合には、制御弁をその遮断する機能位置IIから流過位置
０またはその代わりの流過位置Ｉへ移行させる切換ポジ
ションを、弁体の摺動方向に見て、互いに間隔をおいて
配置することができる。この間隔は、交互の流過機能位
置０またはＩに対応するその端ポジションの間で弁体が
移動するストローク全体の1/50と1/5の間、特に1/10で
ある。In the case of such a special design of the 3 / 3-way directional control valve, the switching position for shifting the control valve from its shut-off function position II to the flow-through position 0 or its alternative flow-through position I is provided by a valve When viewed in the sliding direction of the body, they can be spaced apart from one another. This distance is between 1/50 and 1/5, in particular 1/10, of the entire stroke of the valve body between its end positions corresponding to the alternating flow function positions 0 or I.
───────────────────────────────────────────────────── フロントページの続き (56)参考文献 特開 昭61−57474（ＪＰ，Ａ) 特開 昭53−105702（ＪＰ，Ａ) 特開 昭56−32088（ＪＰ，Ａ) 特公 昭49−9535（ＪＰ，Ｂ１) 米国特許4065228（ＵＳ，Ａ) 西独国特許出願公開2363480（ＤＥ, Ａ１) 西独国特許出願公開3243738（ＤＥ, Ａ１) (58)調査した分野(Int.Cl.7，ＤＢ名) F04B 49/00 - 51/00 ──────────────────────────────────────────────────続 き Continuation of the front page (56) References JP-A-61-57474 (JP, A) JP-A-53-105702 (JP, A) JP-A-56-32088 (JP, A) 9535 (JP, B1) US Patent 4065228 (US, A) West German Patent Application Publication No. 2363480 (DE, A1) West German Patent Application Publication No. 3243938 (DE, A1) (58) Fields investigated (Int. Cl. 7 , DB) Name) F04B 49/00-51/00
Claims (10)
関として形成された駆動エンジンのための過負荷保護装
置であって、この主ポンプが、その高圧出口に接続され
この高圧出口から圧力供給装置のタンクへ案内されそし
て主ポンプを介して閉鎖された主消費部回路内を流れる
圧力媒体流れの流量を安定させるよう、液圧式制御装置
によって制御可能であり、この圧力媒体流れを監視する
ために、主消費部と直列に接続配置された絞りが設けら
れ、主消費部を経て案内される流量の実際値を示す圧力
降下が絞りによって発生し、制御弁を用いてこの圧力降
下を感知することによって、基準圧力としてこの制御弁
の第１の制御室に込められる主ポンプの出力圧力PHを、
絞りと主消費部の間の検出場所で発生する、制御弁の第
２の制御室に比較圧力として込められる圧力PVと比較す
ることにより、制御弁が、主ポンプの液圧式調節装置に
込められる制御圧力を次のように制御する、すなわち絞
りによる圧力差が大きくなるにつれて主ポンプの出口流
量を減少させ、圧力差が小さくなるにつれて流量を増や
すように制御する過負荷保護装置において、同様に主ポ
ンプ（12）の駆動エンジン（13）によって、駆動エンジ
ンと回転数を同期させて駆動される補助ポンプ（42）が
設けられ、この補助ポンプが回転数に比例する出口流量
を発生し、この出口流量が調節可能な流れ抵抗（46）と
他の流れ抵抗（44）を液圧直列回路内に含む副消費部回
路を経て、圧力供給装置（10）のタンク（32）に案内さ
れ、副消費部回路が流量と共に変化する圧力を発生する
検出場所を有し、主消費部回路（11,18）の検出場所（1
9）で発生する比較圧力（PV）を制御弁の第２の制御室
（37）に込めるために、圧力制御される弁（47;47′）
が設けられ、この弁が予圧縮された弁ばね（48）によっ
て基本位置（０）に移動可能であり、この基本位置にお
いて制御弁（31）の第２の制御室（37）が圧力負荷解除
され、かつ副消費部回路（44,46）の検出場所の圧力に
よって制御室（49;49′）を付勢することにより機能位
置（Ｉ）へ制御可能であり、この機能位置において主消
費部回路（11,18）内に発生する比較圧力（PV）が制御
弁（31）の第２の制御室（37）に込められていることを
特徴とする保護装置。1. An overload protection device for a main pump of a hydraulic pressure supply device for a drive engine configured as an internal combustion engine, said main pump being connected to a high-pressure outlet of which a pressure is applied. The pressure medium flow can be controlled by a hydraulic control device to stabilize the flow of the pressure medium flow guided into the supply device tank and flowing through the main consumer circuit closed via the main pump, and this pressure medium flow is monitored. For this purpose, a throttle is provided which is arranged in series with the main consumer and is provided with a pressure drop which indicates the actual value of the flow guided through the main consumer and which is sensed using a control valve. by, as reference pressure the output pressure P H of the main pump for put in the first control chamber of the control valve,
Generated by the detection location between the diaphragm and the main consumer unit, by comparing the pressure P V for rice as compared pressure in the second control chamber of the control valve, the control valve is put in a hydraulic adjusting device of the main pump In the overload protection device that controls the control pressure to be controlled as follows, that is, the outlet flow rate of the main pump is reduced as the pressure difference due to the throttle increases, and the flow rate is increased as the pressure difference decreases. An auxiliary pump (42), which is driven by the driving engine (13) of the main pump (12) in synchronization with the driving engine at a rotational speed, is provided. The auxiliary pump generates an outlet flow rate proportional to the rotational speed. The outlet flow is controlled through the sub-consumption unit circuit including the adjustable flow resistance (46) and another flow resistance (44) in the hydraulic series circuit, and is guided to the tank (32) of the pressure supply device (10). Consumer circuit flows Has a detection location for generating a pressure which varies with the detected location of the main consuming unit circuit (11, 18) (1
Pressure-controlled valve (47; 47 ') for introducing the comparative pressure (P V ) generated in 9) into the second control chamber (37) of the control valve
The valve is movable to a basic position (0) by a pre-compressed valve spring (48), in which the second control chamber (37) of the control valve (31) releases the pressure load. And the control position (I) can be controlled by urging the control room (49; 49 ') by the pressure at the detection position of the sub-consumption unit circuit (44, 46). A protection device characterized in that the comparative pressure (P V ) generated in the circuit (11, 18) is contained in a second control chamber (37) of the control valve (31).
4）が、回転数に同期する消費部として形成されている
ことを特徴とする請求の範囲第１項の保護装置。2. The method according to claim 1, wherein the sub-consumption unit circuit (46, 44) has another flow resistance (4
4. The protection device according to claim 1, wherein 4) is formed as a consumption unit synchronized with the rotation speed.
る攪拌装置であることを特徴とする請求の範囲第２項の
保護装置。3. The protection device according to claim 2, wherein the consuming unit synchronized with the rotation speed is a hydraulically driven stirring device.
プ（42）の圧力出口（43）に直接接続され、流量を感知
するために設けられた調節可能な流れ抵抗（46）が流れ
抵抗（44）と圧力供給装置（10）のタンク（32）との間
に接続配置されていることを特徴とする請求の範囲第１
項から第３項までのいずれか一つの保護装置。4. The flow resistance (44) of the sub-consumer circuit is connected directly to the pressure outlet (43) of the auxiliary pump (42), and an adjustable flow resistance (46) provided for sensing flow is provided. 2. The method according to claim 1, wherein the flow resistance is connected between the flow resistance and the tank of the pressure supply device.
The protection device according to any one of the above items 3 to 3.
抵抗（46）が補助ポンプ（42）の圧力出口（43）に直接
接続され、副消費部回路（46,44）の流れ抵抗（44）ま
たは消費部（44）が調節可能な流れ抵抗（46）と圧力供
給装置（10）のタンク（32）との間に接続配置されてい
ることを特徴とする請求の範囲第１項から第３項までの
いずれか一つの保護装置。5. The adjustable flow resistance (46) of the sub-consumer circuit (46,44) is directly connected to the pressure outlet (43) of the auxiliary pump (42) and is connected to the sub-consumer circuit (46,44). 3. The method according to claim 1, wherein the flow resistance (44) or the consuming part (44) is arranged between the adjustable flow resistance (46) and the tank (32) of the pressure supply device (10). Item 1. The protective device according to any one of Items 1 to 3.
御室（37）に込めるために設けられた圧力制御される制
御弁（47′）が差動弁として形成され、この差動弁が第
１の制御室（49′）を補助ポンプ（42）の出力圧力
（PH）で付勢することにより、比較圧力（PV）を制御弁
（31）の第２の制御室（37）に込める働きをする機能位
置（Ｉ）に移動可能であり、かつ第２の制御室（52）を
圧力付勢することにより、制御弁（31）の第２の制御室
（37）の圧力負荷解除の働きをする基本位置（０）に移
動可能であることを特徴とする請求の範囲第５項の保護
装置。6. A pressure-controlled control valve (47 ') provided to store the comparative pressure (P V ) in a second control chamber (37) of the control valve (31) is formed as a differential valve. The differential valve urges the first control chamber (49 ') with the output pressure (P H ) of the auxiliary pump (42) to thereby set the comparison pressure (P V ) to the second pressure of the control valve (31). The second control chamber of the control valve (31) can be moved to a functional position (I) that functions to fit into the control chamber (37) of the control valve (31) by biasing the second control chamber (52). The protection device according to claim 5, wherein the protection device can be moved to a basic position (0) that functions to release the pressure load of (37).
（0,I）において働く流路（53,54）が、切換範囲からの
弁体のずれが増大するにつれて、横断面積積が大きくな
ることを特徴とする請求の範囲第１項から第６項までの
いずれか一つの保護装置。7. The flow path (53, 54) operating at the alternating function position (0, I) of the control valve (47; 47 ') has a cross-sectional area product as the displacement of the valve body from the switching range increases. The protection device according to any one of claims 1 to 6, wherein?
弁として形成され、この弁が機能位置（０）と機能位置
（Ｉ）の間に、遮断する機能位置（II）有し、機能位置
（０）において制御弁（31）の第２の制御室（37）が主
消費部回路（11,18）の比較圧力検出場所（19）に対し
て遮断され、かつその代わりに圧力供給装置（10）のタ
ンク（32）に接続され、機能位置（Ｉ）において制御弁
（31）の第２の制御室（37）が主消費部回路の比較圧力
検出場所（19）に接続され、かつ圧力供給装置（10）の
タンク（32）に対して遮断され、機能位置（II）におい
て制御弁（31）の第２の制御室（37）が主消費部回路
（11,18）の比較圧力検出場所（19）と、圧力供給装置
（10）のタンク（32）に対して遮断されていることを特
徴とする請求の範囲第１項から第７項までのいずれか一
つの保護装置。8. The control valve (47; 47 ') is embodied as a 3 / 3-way directional control valve, said valve closing between a functional position (0) and a functional position (I) in a functional position (II). ), The second control chamber (37) of the control valve (31) in the functional position (0) is shut off with respect to the comparative pressure detection location (19) of the main consumer circuit (11, 18), and Instead, it is connected to the tank (32) of the pressure supply device (10), and in the function position (I) the second control chamber (37) of the control valve (31) is connected to the comparative pressure detection location (19) of the main consumer circuit. And shut off to the tank (32) of the pressure supply (10), and in the functional position (II) the second control chamber (37) of the control valve (31) is connected to the main consumer circuit (11, 8. The method according to claim 1, wherein the comparison pressure detection location (19) of (18) and the tank (32) of the pressure supply device (10) are shut off. Any one of the protection devices.
置（II）からその一方の流過位置（０）または他の流過
位置（Ｉ）に移行する切換ポジションが、弁体の摺動方
向に見て、互いに間隔をおいて設けられ、この間隔が、
択一的な流過機能位置（0,I）に対応する弁体の端位置
の間でこの弁体が移動する全ストロークの1/50と1/5の
間であることを特徴とする請求の範囲第８項の保護装
置。9. The switching position in which the control valve (47; 47 ') shifts from its shut-off functional position (II) to one of the flow-through positions (0) or the other flow-through position (I) is provided by a valve body. Seen in the sliding direction of, is provided at an interval from each other, this interval,
Claim: between 1/50 and 1/5 of the total stroke traveled by the valve body between the end positions of the valve body corresponding to the alternative flow function position (0, I). 9. The protection device according to item 8, wherein
同期する消費部として形成されている、請求の範囲第１
項から第９項までのいずれか一つの保護装置において、
主消費部回路（11,18）の定常運転状態で、副消費部回
路（46,44）の調節可能な流れ抵抗（46）による圧力降
下が、副消費部回路の回転数に同期する消費部（44）に
よって発生する圧力降下の５％と15％の間であることを
特徴とする請求の範囲第１項から第９項までのいずれか
一つの保護装置。10. The method according to claim 1, wherein another flow resistance of the sub-consumption unit circuit is formed as a consumption unit synchronized with the rotation speed.
In any one of the protective devices of paragraphs 9 to 9,
In the steady state operation of the main consuming circuit (11, 18), the consuming part whose pressure drop due to the adjustable flow resistance (46) of the consuming part circuit (46, 44) is synchronized with the rotation speed of the consuming part circuit 10. The protection device according to claim 1, wherein the pressure drop is between 5% and 15% of the pressure drop caused by (44).
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